機(jī)械齒輪景觀設(shè)計圖（機(jī)械齒輪背景圖）

大家好！今天讓小編來大家介紹下關(guān)于機(jī)械齒輪景觀設(shè)計圖的問題，以下是小編對此問題的歸納整理，讓我們一起來看看吧。

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文章目錄列表:

• 1、淺談齒輪強(qiáng)度設(shè)計幾個問題的探討論文

• 2、機(jī)械設(shè)計，一級齒輪減速器？

• 3、設(shè)計用于帶式運(yùn)輸機(jī)的一級直齒圓柱齒輪減速器輸送帶工作拉力1100,傳送帶速度1.5m/s,卷筒直徑250mm

• 4、機(jī)械課程設(shè)計中,軸和齒輪的零件圖上,一般需要標(biāo)注哪些幾何公差?

一、淺談齒輪強(qiáng)度設(shè)計幾個問題的探討論文

淺談齒輪強(qiáng)度設(shè)計幾個問題的探討論文

0 引言

齒輪傳動是機(jī)械傳動中最重要的傳動之一。公元前300 多年，古希臘哲學(xué)家亞里士多德在《機(jī)械問題》中，就闡述了用青銅或鑄鐵齒輪傳遞旋轉(zhuǎn)運(yùn)動的問題。17 世紀(jì)末到18 世紀(jì)初，人們開始對齒輪的強(qiáng)度問題進(jìn)行研究。歐洲工業(yè)革命以后，齒輪技術(shù)得到高速發(fā)展，齒輪傳動在機(jī)械傳動及整個機(jī)械領(lǐng)域中的應(yīng)用極其廣泛。齒輪設(shè)計成為機(jī)械設(shè)計中重要的設(shè)計內(nèi)容之一。目前國際上比較常見的有關(guān)齒輪強(qiáng)度設(shè)計公式，除了我國的國家標(biāo)準(zhǔn)( GB) 有關(guān)齒輪強(qiáng)度的計算方法以外主要有: 國際標(biāo)準(zhǔn)化組織( ISO) 計算方法; 美國齒輪制造商協(xié)會( AGMA) 標(biāo)準(zhǔn)計算方法;德國工業(yè)標(biāo)準(zhǔn)( DIN) 計算方法; 日本齒輪工業(yè)會( JGMA)計算方法; 英國BS 計算方法等。作者在從事機(jī)械設(shè)計特別對齒輪設(shè)計的教學(xué)中，發(fā)現(xiàn)不少地方的知識點(diǎn)描述比較簡單，不容易理解，為此，在文中對齒輪設(shè)計的幾個問題如齒輪的失效方式、齒輪強(qiáng)度設(shè)計的歷史、現(xiàn)狀進(jìn)行了深入分析，探討我國齒輪強(qiáng)度設(shè)計的歷史來源以及在齒輪設(shè)計中的一些困惑。通過深入的分析，有助于大家更好地理解齒輪設(shè)計公式的意義和來龍去脈。

1 齒輪失效方式的探討

齒輪在傳動過程中會出現(xiàn)各種形式的失效，甚至喪失傳動能力。齒輪傳動的失效方式與齒輪的材料、熱處理方式、潤滑條件、載荷大小、載荷變化規(guī)律以及轉(zhuǎn)動速度等有關(guān)。人們對齒輪失效的認(rèn)識是一個發(fā)展的過程。18 世紀(jì)中葉人們就開始對齒輪的失效進(jìn)行研究。對齒輪摩擦磨損、點(diǎn)蝕形成和齒面膠合有了初步的認(rèn)識。1928 年，白金漢發(fā)表了有關(guān)齒輪磨損的論文，并將齒面失效分為點(diǎn)蝕、磨粒磨損、膠合、剝落、擦傷和咬死等6 種失效形式。1939 年，Rideout 將齒輪損傷分為正常磨損、點(diǎn)蝕、剝落、膠合、擦傷、切傷、滾軋和錘擊等8 種形式。1953 年Borsoff 和Sorem 將齒輪損傷分為6 類。1967 年尼曼根據(jù)大量試驗(yàn)，對漸開線齒輪的4 種失效形式畫出了承載能力的限制關(guān)系圖，并指出當(dāng)齒輪轉(zhuǎn)速較低時，影響軟齒面齒輪承載能力的主要因素是點(diǎn)蝕，影響硬齒面齒輪承載能力的是斷齒; 而對于高速重載傳動齒輪，影響因素往往是膠合。自上世紀(jì)50 年代以來，一些國家以標(biāo)準(zhǔn)的形式對齒輪損傷形式進(jìn)行分類，對名詞術(shù)語、表現(xiàn)特征、引發(fā)原因等都有規(guī)定。如1951 年美國將齒輪損傷分為兩大類，一類是齒面損壞，包括磨損、塑性變形、膠合、表面疲勞等，另一類是輪齒的折斷。前一大類齒面損壞是齒輪作為高副由于摩擦學(xué)原因而引起的表面損傷; 后一大類輪齒的折斷是輪齒作為受力構(gòu)件由于體積強(qiáng)度不夠而發(fā)生的破壞。1968 年奧地利國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定了齒輪損傷的名詞術(shù)語。

1983 年，我國頒布了齒輪輪齒損傷的術(shù)語、特征和原因國家標(biāo)準(zhǔn)( GB /T3481 - 83) ，將齒輪損傷形式分為5 大類，即磨損、齒面疲勞( 包括點(diǎn)蝕和剝落) 、塑性變形、輪齒折斷和其他損傷，共26 種失效形式。1997 年，我國頒布了對GB/T3481 - 1983 修訂的GB/T3481 -1997 國家標(biāo)準(zhǔn)。目前我國在大多數(shù)的機(jī)械設(shè)計教材和機(jī)械設(shè)計手冊中齒輪失效方式都進(jìn)行了簡化，一般分為5 大類，即輪齒折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕、齒面膠合、齒面磨損和塑性變形。

2 齒輪強(qiáng)度設(shè)計的探討

2. 1 輪齒彎曲強(qiáng)度計算

1785 年，英國瓦特提出了齒根彎曲強(qiáng)度的計算方法，把輪齒看成為矩形截面的板狀懸臂梁，隨后出現(xiàn)多種彎曲強(qiáng)度計算公式。1893年，路易斯發(fā)表了輪齒彎曲強(qiáng)度計算式，而且用內(nèi)切拋物線法找齒輪的危險截面，這一方法稱為“拋物線法”[12]，如圖1 所示。路易斯以載荷作用于齒頂推導(dǎo)出齒根彎曲應(yīng)力公式，但是對于重合度大于1 小于2 的齒輪傳動，理論上只有當(dāng)單對齒嚙合時，載荷才全部由一個齒承受。對于重合度大于2 小于3 的足夠精密的齒輪，因?yàn)橥瑫r有2 對以上的齒輪在嚙合，其最大彎曲應(yīng)力的作用點(diǎn)要低。

在此之后，又出現(xiàn)30°切線法、尼曼法、白金漢法等。1980 年， ISO 提出“漸開線圓柱齒輪承載能力的基本原理”( ISO 6336 - 1980) ，公布了輪齒彎曲強(qiáng)度、齒面接觸強(qiáng)度的計算方法。

過去，我國的齒輪強(qiáng)度計算方法一直比較混亂，沒有統(tǒng)一的標(biāo)準(zhǔn)，對生產(chǎn)、科研以及教學(xué)帶來諸多問題。于是， 1981 年我國成立了“漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法”國家標(biāo)準(zhǔn)課題組，以ISO6336—1980為根據(jù)，開展全面的研究工作。1983 年頒布了漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法的國家標(biāo)準(zhǔn)( GB /T3480—1983) 。

目前，我國有關(guān)齒輪彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式基本上采用30° 切線法，即作與輪齒對稱中心線成30°夾角并與齒根圓角相切的斜線，兩切點(diǎn)的連線是齒根危險截面位置。而且以單對齒嚙合區(qū)的最高點(diǎn)作為最不利載荷作用點(diǎn)，這時產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力最大，如圖2 所示。另外，彎曲疲勞強(qiáng)度計算公式中，齒形系數(shù)在許多機(jī)械設(shè)計中只是說明與齒數(shù)有關(guān)，與模數(shù)無關(guān)，并未做詳細(xì)說明，不容易理解。下面對相關(guān)問題進(jìn)行詳細(xì)分析。如圖2 所示，齒根彎曲應(yīng)力為σF =MW= FnhFcosαFbS2F /6 = 6KFthFcosαFbS2Fcosα= KFtbm6( hFm) cosαF( SFm)2cosα( 1)式中，αF為齒頂圓壓力角。令式( 1) 中的YF =6( hFm) cos αF( SFm)2cos α式中，YF稱為齒形系數(shù)，由路易斯在其輪齒彎曲強(qiáng)度計算式中首次引用?？梢钥闯觯琘F是與齒輪形狀的幾何參數(shù)有關(guān)的一個系數(shù)。因?yàn)椋鶕?jù)齒輪形成原理，齒數(shù)的變化將引起輪齒上hF、SF、aF等參數(shù)的變化，由于hF、SF、aF均與齒輪模數(shù)成正比，致使齒形系數(shù)中的模數(shù)可以約去。因此，齒形系數(shù)不受模數(shù)的影響，而只與齒數(shù)有關(guān)，齒數(shù)越多YF越小，反之YF越大。這就是在機(jī)械設(shè)計的教材中經(jīng)常會看到“標(biāo)準(zhǔn)齒輪的齒形系數(shù)只與齒數(shù)有關(guān)而與模數(shù)無關(guān)”的原因。

2. 2 齒輪壓應(yīng)力對彎曲應(yīng)力的影響

根據(jù)30°切線法及齒輪受力分析。將法向力Fn移至輪齒中線并分解成相互垂直的兩個分力，即圓周力Ft和徑向力Fr。根據(jù)力學(xué)理論，F(xiàn)t使齒根產(chǎn)生彎曲應(yīng)力為σF，F(xiàn)r則產(chǎn)生壓應(yīng)力σy。因此齒根危險截面上受到的應(yīng)力為彎曲和壓縮組成的組合應(yīng)力，并導(dǎo)致齒根兩邊的應(yīng)力大小不相等。然而，在相關(guān)的機(jī)械設(shè)計資料中都沒有將由于徑向力產(chǎn)生的壓應(yīng)力計算在齒輪的彎曲強(qiáng)度計算公式中，而且在大多數(shù)的相關(guān)教材中都認(rèn)為: 壓應(yīng)力相對于齒根最大彎曲應(yīng)力比較小，可以忽略不計。但是壓應(yīng)力到底多少，為什么可以忽略不計，很少有人進(jìn)行計算，下面對壓應(yīng)力與彎曲應(yīng)力進(jìn)行探討。如圖2 中，F(xiàn)t產(chǎn)生其彎曲應(yīng)力σF如式( 1) 所示。由Fr產(chǎn)生壓應(yīng)力σy為σy = Fnsin αFbSF( 2)由式( 1) 及式( 2) 可得σyσF= SF6hFtan αF設(shè)OD = h'，則SF = 2h' tan30°，因此σyσF= tan 30tan αF3h'hF假設(shè)標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)為m，齒數(shù)z。則齒頂圓壓力角為cos αF = rbra= zz + 2cos α，由于h'hF< 1，因此，當(dāng)不考慮h'hF的影響時，σyσF的大小取決于齒輪的齒數(shù)。為了便于討論，取ξ = σyσF稱為壓應(yīng)力對彎曲應(yīng)力的影響系數(shù)。則根據(jù)計算可以得到ξ 與齒數(shù)的對應(yīng)關(guān)系，如圖3 所示?？梢姡瑝簯?yīng)力對彎曲應(yīng)力的影響與齒數(shù)有關(guān)，而模數(shù)無關(guān)，而且隨著齒數(shù)的變化而變化，齒數(shù)越少其影響越大，反之影響就越小，最終趨于一水平線。最小約為最大彎曲應(yīng)力的8%，特別當(dāng)h'hF< 1 時，壓應(yīng)力更小，可以忽略不計。這就是為了簡化計算，在計算輪齒彎曲強(qiáng)度時一般只考慮彎曲應(yīng)力的原因。從圖2 可知，彎曲應(yīng)力分為拉伸側(cè)的拉應(yīng)力和壓縮側(cè)的壓應(yīng)力。實(shí)際證明，拉伸側(cè)是危險側(cè)，因拉伸側(cè)的`裂紋擴(kuò)展速度較大。壓縮側(cè)有時雖裂紋出現(xiàn)較早，但發(fā)展速度較慢。所以大多數(shù)的公式以拉伸側(cè)的應(yīng)力作為設(shè)計時的計算應(yīng)力。而且根據(jù)齒輪彎曲疲勞實(shí)驗(yàn)分析證明，考慮彎曲應(yīng)力、壓應(yīng)力與只考慮彎曲應(yīng)力的結(jié)果，實(shí)際上沒有多大差別。因此，在齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計算中只考慮彎曲應(yīng)力。

2. 3 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算

圖4 赫茲接觸應(yīng)力模型齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算是針對齒輪齒面疲勞點(diǎn)蝕失效進(jìn)行計算的強(qiáng)度計算。1881 年，赫茲提出兩個圓柱體接觸時接觸面上載荷分布公式，該式作為齒面強(qiáng)度計算的理論基礎(chǔ)，如圖4 所示。根據(jù)赫茲接觸應(yīng)力理論，在載荷作用下接觸區(qū)產(chǎn)生的最大接觸應(yīng)力為σH = Fnπb·1ρ1± 1ρ21 - μ21E1+ 1 - μ22槡 E2( 3)式中，F(xiàn)n為作用在圓柱體上的載荷; b 為接觸長度;μ1、μ2分別為兩圓柱體材料的泊松比; E1、E2為兩圓柱體材料的彈性模量。ρ1、ρ2為兩圓柱體接觸處的半徑，式中“+”號用于外接觸，“-”號用于內(nèi)接觸。1898 年，拉塞根據(jù)法向力應(yīng)用“壓強(qiáng)”原理研究齒面的接觸疲勞強(qiáng)度問題。1908 年，奧地利的維德基將赫茲的兩個圓柱體的接觸應(yīng)力理論應(yīng)用于計算輪齒齒面應(yīng)力，并繪出了沿嚙合線最大接觸應(yīng)力變化圖。1932 年，英國BS 根據(jù)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)提出基礎(chǔ)表面應(yīng)力作為齒面強(qiáng)度計算方法。1940 年，美國AGMA 采用齒面強(qiáng)度最重負(fù)荷點(diǎn)的接觸應(yīng)力最大值計算方法。

1949 年，白金漢提出節(jié)圓上齒面接觸應(yīng)力不超過許用值的計算方法，后來該方法被許多計算方法所采用。1954 年，尼曼采用最大負(fù)荷點(diǎn)上滾動壓力。至今，我國皆以赫茲公式作為計算齒面接觸疲勞強(qiáng)度的理論基礎(chǔ)，即以赫茲應(yīng)力作為點(diǎn)蝕的判斷指標(biāo)。通常令1ρΣ= 1ρ1± 1ρ2，ρΣ稱為綜合曲率，對于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，1ρΣ= 2d1 sin αi ± 1i 。并令式( 3 ) 中的ZE =1π 1 - μ21E1+ 1 - μ22E 槡為彈性影響系數(shù)。從而，獲得漸開線直齒圓柱齒輪接觸疲勞強(qiáng)度的基本公式為σH = ZEZH2KT1bd21i ± 1槡 i #[ σ ] H( 4) 式中，ZH = 2槡sin αcos α，稱為區(qū)域系數(shù)，對于壓力角α= 20°的標(biāo)準(zhǔn)齒輪，ZH≈2. 5。在機(jī)械設(shè)計手冊或機(jī)械設(shè)計教材中，有關(guān)齒輪接觸疲勞強(qiáng)度公式有很多版本，其中最常見的是將一對鋼制標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒面接觸強(qiáng)度校核公式進(jìn)行簡化，取鋼制齒輪的E1 = E2 =2. 06 ×105MPa，μ1 =μ2 =0. 3，便獲得機(jī)械設(shè)計中常用的校核公式。σH = 671 KT1bd21i ± 1槡 i ≤[ σ ] H( 5)

2. 4 齒面膠合強(qiáng)度計算

齒輪另外一個常見的失效是齒面膠合。有關(guān)齒輪膠合比較統(tǒng)一的說法是: 相互嚙合的兩金屬齒面，在一定的壓力下直接接觸發(fā)生黏著，同時又隨著齒面運(yùn)動而使金屬從齒面上撕落而引起的黏著磨損現(xiàn)象。膠合分為冷膠合和熱膠合。對于高速重載的齒輪傳動，齒面瞬時溫度較高，相對滑動速度較大，則容易發(fā)生熱膠合。對于低速重載的重型齒輪傳動，由于齒面間壓力過大，導(dǎo)致齒面油膜被破壞，盡管齒面溫度不高，但也容易產(chǎn)生膠合，稱為冷膠合。

對于齒輪齒面膠合強(qiáng)度計算的研究，目前主要基于兩種理論，一是基于Pv 值( 壓力與速度的乘積) 或PTv ( T 為嚙合點(diǎn)到節(jié)點(diǎn)的距離) 值作為計算膠合的指標(biāo)。另一種是以齒面溫度作為判定膠合的準(zhǔn)則的布洛克算法。1975 年，溫特提出積分溫度法?，F(xiàn)在ISO 的標(biāo)準(zhǔn)中主要以這兩種方法為主。2003年，我國頒布“圓柱齒輪、錐齒輪和準(zhǔn)雙曲面齒輪膠合承載能力計算方法”國家標(biāo)準(zhǔn)( GB - Z 6413. 1 - 2003和GB - Z 6413. 2 - 2003)。該標(biāo)準(zhǔn)等同采用了ISO/TR 13989 - 2000“圓柱齒輪、錐齒輪和準(zhǔn)雙曲面齒輪膠合承載能力計算方法”。曾經(jīng)有人試圖以按彈性流體動力潤滑理論計算齒面間的油膜厚度作為膠合的評判依據(jù)。

我國多數(shù)的機(jī)械設(shè)計教材中齒輪強(qiáng)度設(shè)計一般只提供齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒根彎曲疲勞強(qiáng)度兩種計算方法，并未提供有關(guān)齒面膠合的強(qiáng)度計算公式。

3 結(jié)束語

文中分別對機(jī)械設(shè)計教學(xué)中有關(guān)齒輪的強(qiáng)度設(shè)計問題進(jìn)行了分析和探討，詳細(xì)解讀我國齒輪強(qiáng)度設(shè)計的歷史沿革及現(xiàn)狀，以及齒輪強(qiáng)度設(shè)計計算過程中讓人困惑的問題及解決方法。研究指出，在齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度的計算中，壓應(yīng)力對彎曲應(yīng)力的影響是有限的，一般可忽略不計，只有當(dāng)需要精確計算時，應(yīng)當(dāng)考慮其影響。論文的研究可以幫助齒輪設(shè)計人員和學(xué)生更好地理解齒輪設(shè)計中的相關(guān)內(nèi)容，為將來從事機(jī)械設(shè)計工作打下良好的基礎(chǔ)。

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二、機(jī)械設(shè)計，一級齒輪減速器？

僅供參考

一、傳動方案擬定

第二組第三個數(shù)據(jù)：設(shè)計帶式輸送機(jī)傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩(wěn)。

（2） 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；

滾筒直徑D=220mm。

運(yùn)動簡圖二、電動機(jī)的選擇

1、電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相異步電動機(jī)。

2、確定電動機(jī)的功率：

（1）傳動裝置的總效率：

η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

(2)電機(jī)所需的工作功率：

Pd=FV/1000η總

=1700×1.4/1000×0.86

=2.76KW

3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速：

滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根據(jù)【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min

符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機(jī)型號、如下表

方案 電動機(jī)型號 額定功率 電動機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min） 傳動裝置的傳動比

KW 同轉(zhuǎn) 滿轉(zhuǎn) 總傳動比 帶 齒輪

1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63

2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機(jī)轉(zhuǎn)速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機(jī)型號Y100l2-4。

4、確定電動機(jī)型號

根據(jù)以上選用的電動機(jī)類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機(jī)型號為

Y100l2-4。

其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉(zhuǎn)速1420r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.2。

三、計算總傳動比及分配各級的傳動比

1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各級傳動比

（1） 取i帶=3

（2） ∵i總=i齒×i 帶π

∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89

四、運(yùn)動參數(shù)及動力參數(shù)計算

1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）

nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)

nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)

滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、 計算各軸的功率（KW）

PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW

PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計算各軸轉(zhuǎn)矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、傳動零件的設(shè)計計算

1、 皮帶輪傳動的設(shè)計計算

（1） 選擇普通V帶截型

由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

據(jù)PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶

（2） 確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速

由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm

由課本[1]P190表10-9，取dd2=280

帶速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

=7.06m/s

在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。

（3） 確定帶長和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450

=1605.8mm

根據(jù)課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm

確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2

=497mm

(4) 驗(yàn)算小帶輪包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a

=1800-57.30×(280-95)/497

=158.670>1200（適用）

（5） 確定帶的根數(shù)

單根V帶傳遞的額定功率.據(jù)dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW

i≠1時單根V帶的額定功率增量.據(jù)帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW

查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99

Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]

=2.26 (取3根)

(6) 計算軸上壓力

由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：

F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN

則作用在軸承的壓力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)

=791.9N

2、齒輪傳動的設(shè)計計算

（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設(shè)計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常

齒輪采用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；精度等級：運(yùn)輸機(jī)是一般機(jī)器，速度不高，故選8級精度。

(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i齒=3.89

取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78

由課本表6-12取φd=1.1

(3)轉(zhuǎn)矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm

(4)載荷系數(shù)k : 取k=1.2

(5)許用接觸應(yīng)力[σH]

[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：

σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接觸疲勞壽命系數(shù)Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108

查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05

按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=49.04mm

模數(shù)：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取課本[1]P79標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)第一數(shù)列上的值，m=2.5

(6)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

σ bb=2KT1YFS/bmd1

確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)

分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm

齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mm b1=60mm

(7)復(fù)合齒形因數(shù)YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95

(8)許用彎曲應(yīng)力[σbb]

根據(jù)課本[1]P116：

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應(yīng)為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa

由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數(shù)YN：YN1=1 YN2=1

彎曲疲勞的最小安全系數(shù)SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1

計算得彎曲疲勞許用應(yīng)力為

[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa

校核計算

σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]

故輪齒齒根彎曲疲勞強(qiáng)度足夠

(9)計算齒輪傳動的中心矩a

a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm

(10)計算齒輪的圓周速度V

計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因?yàn)閂＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設(shè)計計算

從動軸設(shè)計

1、選擇軸的材料 確定許用應(yīng)力

選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑

單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，

從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小，最小直徑為：

d≥C

查[2]表13-5可得，45鋼取C=118

則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標(biāo)準(zhǔn)，取d=35mm

3、齒輪上作用力的計算

齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N

齒輪作用力：

圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

軸結(jié)構(gòu)設(shè)計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結(jié)構(gòu)草圖。

（1）、聯(lián)軸器的選擇

可采用彈性柱銷聯(lián)軸器，查[2]表9.4可得聯(lián)軸器的型號為HL3聯(lián)軸器：35×82 GB5014-85

（2）、確定軸上零件的位置與固定方式

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置

在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠油環(huán)和套筒實(shí)現(xiàn)

軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，兩端軸

承靠套筒實(shí)現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定 ，軸通

過兩端軸承蓋實(shí)現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合

分別實(shí)現(xiàn)軸向定位和周向定位

（3）、確定各段軸的直徑

將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相配（如圖），

考慮聯(lián)軸器用軸肩實(shí)現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm

齒輪和左端軸承從左側(cè)裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應(yīng)大于d2，取d3=4 5mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應(yīng)大于d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環(huán)定位,軸環(huán)直徑d5

滿足齒輪定位的同時,還應(yīng)滿足右側(cè)軸承的安裝要求,根據(jù)選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.

(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環(huán)直徑d5=52mm.

(5）確定軸各段直徑和長度

Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初選用6209深溝球軸承，其內(nèi)徑為45mm,

寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直徑d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直徑d4=50mm

長度與右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm

由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm

(6)按彎矩復(fù)合強(qiáng)度計算

①求分度圓直徑：已知d1=195mm

②求轉(zhuǎn)矩：已知T2=198.58N?m

③求圓周力：Ft

根據(jù)課本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求徑向力Fr

根據(jù)課本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因?yàn)樵撦S兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）

（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）

軸承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m

截面C在水平面上彎矩為：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m

(4)繪制合彎矩圖（如圖d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m

(5)繪制扭矩圖（如圖e）

轉(zhuǎn)矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m

(6)繪制當(dāng)量彎矩圖（如圖f）

轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取α=0.2，截面C處的當(dāng)量彎矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m

(7)校核危險截面C的強(qiáng)度

由式（6-3）

三、設(shè)計用于帶式運(yùn)輸機(jī)的一級直齒圓柱齒輪減速器輸送帶工作拉力1100,傳送帶速度1.5m/s,卷筒直徑250mm

一級直齒圓柱齒輪減速器傳動裝置分析設(shè)計

一、 課程設(shè)計的目的

1、通過機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計，綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計課程和其它有關(guān)選修課程的理論和生產(chǎn)實(shí)際知識去

分析和解決機(jī)械設(shè)計問題，并使所學(xué)知識得到進(jìn)一步地鞏固、深化和發(fā)展。

2、學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的一般方法。通過設(shè)計培養(yǎng)正確的設(shè)計思想和分析問題、解決問題的能力。

3、進(jìn)行機(jī)械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練，如計算、繪圖、查閱設(shè)計資料和手冊，熟悉標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范。

二、 已知條件

1、展開式一級圓柱斜齒輪減速器產(chǎn)品。

3、動力來源：電壓為380V的三相交流電源。

4、原始數(shù)據(jù) 在任務(wù)書上。

5、使用期：10年，每年按365天計。

三、 工作要求

1、畫減速器裝配圖一張（A0圖紙）；

2、零件工作圖二張（傳動零件、軸、等等）；

3、對傳動系統(tǒng)進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析、運(yùn)動分析并確定電動機(jī)型號、工作能力分析；

4、對傳動系統(tǒng)進(jìn)行精度分析，合理確定并標(biāo)注配合與公差；

5、設(shè)計說明書一份。

四、 結(jié)題項目

1、檢驗(yàn)減速能否正常運(yùn)轉(zhuǎn)。

2、每人一套設(shè)計零件草圖。

3、減速器裝配圖：A0；每人1張。

4、零件工作圖：A3；每人2張、齒輪和軸各1張。

5、課題說明書：每人1份。

五、 完成時間 共4周

參考資料

【1】、《機(jī)械設(shè)計》張策 主編 機(jī)械工業(yè)出版社出版；

【2】、《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》 陸玉 主編 機(jī)械工業(yè)出版社出版；

【3】、《機(jī)械制圖》劉小年 主編 機(jī)械工業(yè)出版社出版；

【4】、《課程設(shè)計圖冊》編 高等教育出版社出版；

計 算 及 說 明 結(jié) 果

一、 減速器結(jié)構(gòu)分析

分析傳動系統(tǒng)的工作情況

1、傳動系統(tǒng)的作用：

作用：介于機(jī)械中原動機(jī)與工作機(jī)之間，主要將原動機(jī)的運(yùn)動和動力傳給工作機(jī)，在此起減速作用，并協(xié)調(diào)二者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。

2、傳動方案的特點(diǎn)：

特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護(hù)方便。由于電動機(jī)、減速器與滾筒并列，導(dǎo)致橫向尺寸較大，機(jī)器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。

3、電機(jī)和工作機(jī)的安裝位置：

電機(jī)安裝在遠(yuǎn)離高速軸齒輪的一端；

工作機(jī)安裝在遠(yuǎn)離低速軸齒輪的一端。

圖一:(傳動裝置總體設(shè)計圖)

初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。

計 算 及 說 明 結(jié) 果

二、 傳動裝置的總體設(shè)計

（一）、選擇電動機(jī)

1、選擇電動機(jī)系列

按工作要求及工作條件，選用三相異步電動機(jī)，封閉式扇式結(jié)構(gòu)，即：電壓為380V Y系列的三相交流電源電動機(jī)。

2、選電動機(jī)功率

（1）、傳動滾筒所需有效功率

（2）、傳動裝置總效率

（3）、所需電動機(jī)功率

3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速

型 號 Y160L-4 Y180L-4 Y200L-8 Y160MZ-2

額定功率KW 15 15 15 15

電機(jī)滿載荷 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)/分 1460 970 730 293

滾筒轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)/分 38.2 38.2 38.2 38.2

總傳動比 39.20 25.39 19.11 76.72

2 2 2 2

19.60 12.70 9.55 38.35

由此比較，應(yīng)選Y160L－4，結(jié)構(gòu)緊湊。由文獻(xiàn)[2]表2.10－2選取電動機(jī)的外形及安裝

尺寸D＝42㎜，中心高度H＝160㎜，軸伸長E＝110㎜。

4、傳動比分配

（1）、兩級齒輪傳動比公式

（2）、減速器傳動比

5、運(yùn)動條件及運(yùn)動參數(shù)分析計算

計 算 及 說 明 結(jié) 果

（二）、定V帶型號和帶輪

1、工作情況系數(shù)

由文獻(xiàn)【1】由表11.5得

2、計算功率

3、選帶型號

由文獻(xiàn)【1】表11.15 選取B型

4、小帶輪直徑

由文獻(xiàn)【1】 表11.6 選取

5、大帶輪直徑

6、大帶輪轉(zhuǎn)速

7、驗(yàn)算傳動比誤差

取B型

計 算 及 說 明 結(jié) 果

（1）、理論傳動比

（2）、實(shí)際傳動比

（3）、傳動比誤差 合適

（4）、驗(yàn)算帶轉(zhuǎn)速 合適

8、計算帶長

（1）、求

（2）、求

（3）、初取中心距

（4）、帶長

（5）、基準(zhǔn)長度

9、求中心距和包角

（1）、中心距

（2）、小帶輪包角

計 算 及 說 明 結(jié) 果

10、求帶根數(shù)

（1）、傳動比 由表11.8

由表11.7 ；由表11.12 ；由表11.10

（2）、帶根數(shù)

11、求軸上載荷

（1）、張緊力

（由表11.4 q=0.10kg/m）

（2）、軸上載荷

12、結(jié)構(gòu)設(shè)計

小帶輪 ； 大帶輪

（三）、高速軸齒輪的設(shè)計與校核

1、選材 根據(jù)文獻(xiàn)【1】表12.7知 選小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)處理

選大齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)處理

2、初步計算

（1）、轉(zhuǎn)矩

（2）、尺寬系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】表12.13，取

（3）、接觸疲勞極限 由文獻(xiàn)【1】圖12.17c

取z=5根

計 算 及 說 明 結(jié) 果

由文獻(xiàn)【1】由表12.16，取

（4）、確定中心距

3、配湊中心距

取 合適

（1）、核算

由文獻(xiàn)【1】表12.3取 ；

（2）、驗(yàn)算

所以取

4、接觸強(qiáng)度校核

（1）、圓周速度V

（2）、精度等級 由表12.6知：選8級精度

（3）、使用系數(shù) 由表12.9知：

（4）、動載系數(shù) 由圖12.9知： =1.12

（5）、齒間載荷分配系數(shù) 由表12.10知，先求：

8級精度

=1.12

計 算 及 說 明 結(jié) 果

由上所得：

（6）、齒向載荷分布系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】表12、11

(7)、載荷系數(shù)

（8）、彈性系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】表12、12

（9）、節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】圖12、16

（10）、重合度系數(shù)

（11）、螺旋角系數(shù)

（12）、接觸最小安全系數(shù)

（13）、總工作時間

（14）、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)

=1.708

=2.114

=3.822

=

=2.06

=1.48273

=3.989

=0.765

=0.988

計 算 及 說 明 結(jié) 果

（15）、接觸壽命系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】圖12、18

（16）、許用接觸應(yīng)力 及驗(yàn)算

計算結(jié)果表明，接觸疲勞強(qiáng)度足夠

5、彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算

（1）、齒數(shù)系數(shù)

（2）、應(yīng)力修正系數(shù)

（3）、重合度系數(shù)

（4）、螺旋角系數(shù)

（5）齒間載荷分配系數(shù)

=

=0.69

=0.897

計 算 及 說 明 結(jié) 果

（6）、齒向載荷分布系數(shù)

（7）、載荷系數(shù)

（8）、彎曲疲勞極限 由圖12、13c得

（9）、彎曲最小安全系數(shù)

（10）、應(yīng)力循環(huán)系數(shù)

（11）、彎曲壽命系數(shù)

（12）、尺寸系數(shù)

（13）、許用彎曲應(yīng)力

（14）、驗(yàn)算

6、幾何尺寸計算

K=3.71

=367MPa

=350MPa

=154MPa

=149MPa

計 算 及 說 明 結(jié) 果

（四）、中間軸齒輪的設(shè)計與校核

1、選材 根據(jù)文獻(xiàn)【1】表12.7知 選小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)處理

選大齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)處理

2、初步計算

（1）、轉(zhuǎn)矩

（2）、尺寬系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】表12.13，取

（3）、接觸疲勞極限 由文獻(xiàn)【1】圖12.17c

由文獻(xiàn)【1】由表12.16，取

（4）、確定中心距

3、配湊中心距

取 合適

（1）、核算

由文獻(xiàn)【1】表12.3取

計 算 及 說 明 結(jié) 果

（2）、驗(yàn)算

所以取

4、接觸強(qiáng)度校核

（1）、圓周速度V

（2）、精度等級 由表12.6知：選8級精度

（3）、使用系數(shù) 由表12.9知：

（4）、動載系數(shù) 由圖12.9知： =1.10

（5）、齒間載荷分配系數(shù) 由表12.10知，先求：

（6）、齒向載荷分布系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】表12、11

(7)、載荷系數(shù)

（8）、彈性系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】表12、12

8級精度

=1.10

=1.4

=1.703

=2.00

=3.703

=

=1.51

=3.14

計 算 及 說 明 結(jié) 果

（9）、節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】圖12、16

（10）、重合度系數(shù)

（11）、螺旋角系數(shù)

（12）、接觸最小安全系數(shù)

（13）、總工作時間

（14）、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)

（15）、接觸壽命系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】圖12、18

（16）、許用接觸應(yīng)力 及驗(yàn)算

計算結(jié)果表明，接觸疲勞強(qiáng)度足夠

5、彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算

（1）、齒數(shù)系數(shù)

（2）、應(yīng)力修正系數(shù)

=0.766

=0.989

=

計 算 及 說 明 結(jié) 果

（3）、重合度系數(shù)

（4）、螺旋角系數(shù)

（5）齒間載荷分配系數(shù)

（6）、齒向載荷分布系數(shù)

（7）、載荷系數(shù)

（8）、彎曲疲勞極限 由圖12、13c得

（9）、彎曲最小安全系數(shù)

（10）、應(yīng)力循環(huán)系數(shù)

（11）、彎曲壽命系數(shù)

（12）、尺寸系數(shù)

（13）、許用彎曲應(yīng)力

=0.694

=0.9

K=3.14

=367MPa

=350MPa

計 算 及 說 明 結(jié) 果

（14）、驗(yàn)算

6、幾何尺寸計算

（五）、高速軸的設(shè)計與校核

1、選 材

C=102

2、初估直徑 軸上有單個鍵槽，軸徑應(yīng)增加3％ 所以 27.66×（1＋3％）＝28.49㎜ 圓整取d=30㎜

3、結(jié)構(gòu)設(shè)計 由文獻(xiàn)【1】得初估軸得尺寸如下：

4、強(qiáng)度校核

（1）、確定力點(diǎn)與支反力與求軸上作用力（圖示附后）

（2）、齒輪上作用力

=171MPa

=165MPa

（3）、水平支反力 從上到下第二幅圖

（4）、垂直面內(nèi)的支反力 從上到下第四幅圖

（5）、繪水平彎矩圖 第三幅圖，最高點(diǎn)彎矩為：

（6）、求垂直彎矩并繪垂直彎矩圖 第五幅圖，從左往右的突出點(diǎn)彎矩分別為： 291020N•㎜

168177N•㎜，117150N•㎜

（7）、合成彎矩圖 第六幅圖 從左往右的突出點(diǎn)的彎矩分別為： 295772N•㎜，259900N•㎜

286544N•㎜

（8）、繪扭矩圖 第七幅圖

（9）、求當(dāng)量彎矩

計 算 及 說 明 結(jié) 果

（10）、確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面I，危險截面II

（六）、高速軸軸承校核

1、選軸承 根據(jù)文獻(xiàn)【1】附錄表18.1可得軸承的型號為：6208。其中軸承參數(shù)為：

D＝80mm；B＝18mm；Cr＝29.5KN；Cor＝18.0KN

（七）、中間軸的設(shè)計與強(qiáng)度校核

1、選 材

C=112

2、初估直徑 圓整d=50㎜

計 算 及 說 明 結(jié) 果

3、結(jié)構(gòu)設(shè)計 由文獻(xiàn)【1】得初估軸得尺寸如下：

4、強(qiáng)度校核

（1）、確定力點(diǎn)與支反力與求軸上作用力（圖示附后）

（2）、齒輪上作用力

（3）、水平支反力 從上到下第二幅圖

（4）、垂直面內(nèi)的支反力 從上到下第四幅圖

（5）、繪水平彎矩圖 第三幅圖；（如下所示）

（6）、求垂直彎矩并繪垂直彎矩圖 第五幅圖（如下所示）

（7）、合成彎矩圖 第六幅圖（如下所示）

（8）、繪扭矩圖 第七幅圖 （如下所示）

（9）、求當(dāng)量彎矩

（10）、確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面A，危險截面B

計 算 及 說 明 結(jié) 果

（八）、中間軸軸承校核

1、選軸承 根據(jù)文獻(xiàn)【1】表18.1可得軸承的型號為：6310。D＝110mm

B＝27mm；Cr＝61.8KN；Cor＝38KN

說明書在此如要圖，請回復(fù)留言！

四、機(jī)械課程設(shè)計中,軸和齒輪的零件圖上,一般需要標(biāo)注哪些幾何公差?

在機(jī)械課程設(shè)計中，軸和齒輪的零件圖上，一般需要標(biāo)注以下幾何公差：

• 直徑公差：軸的直徑公差指定軸的直徑允許的最大值和最小值之間的差距，齒輪的直徑公差指定齒輪直徑的最大和最小允許值之間的差距。

• 軸向跳動公差：指定軸在徑向和軸向上的跳動允許值。

• 圓度公差：指定軸和齒輪的圓形度允許的最大偏差。

• 軸向偏差公差：指定軸在軸向上的偏差允許值。

• 同軸度公差：指定軸和齒輪軸心之間的最大偏差。

• 齒輪間隙公差：指定齒輪齒槽之間的最小允許間隙。

• 齒高公差：指定齒輪齒高的允許最大偏差。

這些幾何公差的標(biāo)注可以確保軸和齒輪在制造和組裝過程中達(dá)到規(guī)定的尺寸和位置精度，以確保機(jī)器的正常運(yùn)轉(zhuǎn)。

以上就是小編對于機(jī)械齒輪景觀設(shè)計圖問題和相關(guān)問題的解答了，如有疑問，可撥打網(wǎng)站上的電話，或添加微信。

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